液体动压径向滑动轴承设计与分析.docx
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液体动压径向滑动轴承设计与分析
液体动压径向滑动轴承设计与分析
摘要
动压式滑动轴承是轴承中的一个重要类别，对其进行分析研究在实际中具有重要意义。
液体动压径向滑动是其中的重要一类，本文以径向滑动轴承为研究对象，以雷诺方程的建立及求解过程为理论基础，对滑动轴承在处于液体动压的工况情况进行理论分析。
本课题的目的就是旨在结合滑动轴承的工作特点和性能，合理的优化轴承的结构形式，对轴承的各性能进行优化设计。
通过图纸对轴承结构进行分析优化，利用相关公式对性能进行计算与分析，对整个轴承进行优化设计。
关键字：
滑动轴承；雷诺方程
第一章
1绪论4
1.1本课题的选定5
1.2滑动轴承制造和生产技术的发展现状5
1.3本课题研究的主要内容及基本工作思路6
（一）主要内容6
（二）本课题基本工作思路6
第二章
2液体动压径向滑动轴承的总体设计方案6
2.1滑动轴承6
（一）滑动轴承的主要类型和结构6
2.2液体动压润滑的基本原理和基本关系8
（一）液体动压油膜的形成理论.8
（二）液体动压润滑的基本方程8
（三）油楔承载机理11
2.3液体动压径向滑动轴承基本原理11
（一）径向滑动轴承液体动压润滑的建立过程11
（二）径向滑动轴承的几何关系和承载能力12
（三）径向滑动轴承的参数选择16
（四）径向滑动轴承的供油结构18
第三章
3液体动压径向滑动轴承的实例计算20
3.1主要技术指标20
3.2选择轴承材料和结构20
3.3润滑剂和润滑方法的选择21
3.4性能计算21
（一）承载能力计算21
（二）层流校核22
（三）功耗计算22
（四）热平衡计算23
（五）安全度计算23
第四章
4三维建模
4.1三维建模依据23
4.2三维建模的基本图形24
4.3三维建模的步骤24
总结25
参考文献25
致谢27
附件
外文翻译文献
第一章
1绪论
滑动轴承在机械制造、大型电站、钢铁联合企业以及化工联合企业等机械设备中得到广泛应用，如何提高其寿命和工作可靠性越来越成为人类普遍关注的问题。
这里存在着两方面的工作：
一是不断研究新的轴承材料及结构，以适应轴承的工作特点及其负荷指标不断提高的要求；二是深入地研究发生在轴承内部的各种工作状态，从而在设计中采取相应的措施，保证轴承在最理想的条件下运作。
这就涉及研究研究诸如流体动压润滑轴承中的润滑油膜的压力分布、最小油膜厚度、润滑膜的刚度等若干方面的问题。
轴承是轴系中的重要部件，其功用一是支承轴及轴上零件并保证轴的旋转精度，二是减小转动轴与其固定支承之间的摩擦与磨损。
因此，轴承既要有小的摩擦阻力，又要有一定的强度。
轴承分为两大类：
滚动轴承和滑动轴承。
滚动轴承有很多优点，例如：
已实现系列化、标准化、商品化，使用维护简单，互换性好等，故各工业部门应用广泛。
滑动轴承在一般情况下摩擦损耗较大，使用维护较复杂，因而应用较少。
因此，在滚动轴承和滑动轴承都能满足使用要求时，宜先选用滚动轴承。
尽管如此，但是在高速、高精度、重载、结构上要求剖分等场合下，滑动轴承就显示出它的优异性能。
因而在汽轮机、离心式压缩机、内燃机、大型电机中多采用滑动轴承。
此外，在低速而带有冲击的机器中，如水泥搅拌机、滚筒清砂机、破碎机等也常采用滑动轴承。
两者相比，普通滑动轴承又具有比滚动轴承使用寿命长、运转平稳，对冲击和振动敏感性小等优点。
这些优点使滑动轴承成功地应用于机床主轴轴承，大型汽轮机轴承，内燃机曲轴轴承。
轧钢机轴承以及简单机械的轴承。
随着工业的现代化进程，大量机械设备的速度和功率日益提高，工况日趋复杂，而轴承作为机械设备的关键部件对其各方面的性能要求也越来越高。
滑动轴承油膜中的滑油流动过程完全符合流体动力学的普遍规律，在1886年Reynolds运用流体动力学的定律，分析润滑剂在间隙中的流动，从而求得了表示轴承中压力分布的基本微分方程即雷诺方程，它成为今天滑动轴承理论计算的基础。
但用传统数学方法对雷诺方程进行求解，只有在一些特定情况下刁‘能获得精确的解析解。
由于这种困难很长一段时间滑动轴承还是按照pv常数p:
轴承的平均压强，v:
轴承两配合部分的相对滑动速度，常数:
轴承副材料所确定经验数这种老方法双曲线法确定尺寸参数。
对于一些简单的、几何形状相似或结构相同的滑动轴承用这种计算方法并结合轴承生产中积累的经验来确定轴承尺寸一直还是成功的。
但随着新型或特殊结构的滑动轴承出现以及设计中对轴承可靠性要求的不断提高，这些经验数据就不再适合了。
最近二十几年以来随着计算机的技术发展其计算速度及计算能力迅速增长，许多传统数学方法难以求解的问题用计算机求解往往能够得到很好的结果，求解雷诺方程也就成为可能。
1.1本课题的选定
随着科技的进一步发展，机械零件的规模越来越大，越来越完整，人们的需求越大，对物质的需求和要求也越来越高。
轴承作为一个机械零件，起着至关重要的作用。
用于支撑旋转零件（转轴、心轴）的装置通称为轴承。
条件不同，轴承的分类也不同：
按其承载方向的不同，轴承可分为：
径向轴承和推力轴承；
按轴承工作时的摩擦性质不同，轴承可分为：
滑动轴承和滚动轴承。
滑动轴承，根据其相对运动的两表面间油膜形成原理的不同，还可分为流体动力润滑轴承（简称动压轴承）和流体静力润滑轴承（简称静压轴承）。
和滚动轴承相比，滑动轴承具有承载能力高、抗压性好，工作平稳可靠，噪声小，寿命长等优点，它广泛用于内燃机、轧钢机、大型电机及仪表、雷达、天文望远镜等方面。
在动压轴承中，随着工作条件和润滑性能的变化，其滑动表面间的摩擦状态亦有所不同。
通常将其分为如下三种状态：
不完全摩擦，边界摩擦和干摩擦。
完全液体摩擦是滑动轴承工作的最理想状况。
对那些重要且高速旋转的机器，应确保轴承在完全液体摩擦状态下工作，这类轴承常称为液体摩擦滑动轴承。
因此我这次的设计选择液体摩擦。
轴承上的反作用力与轴心线垂直的轴承称为径向轴承；轴承上的反作用力与轴心线方向一致的轴承称为推力轴承。
推力滑动轴承只能承受轴向载荷，与径向轴承联合才可同时承受轴向和径向载荷。
综上所述，我选择的设计是：
液体动压滑动轴承的设计。
1.2滑动轴承制造和生产的技术的发展现状
滑动轴承作为回转轴支承元件在机械领域的应用十分广泛。
与滚动轴承相比，滑动轴承工作平稳、可靠、噪音较低。
如果能够保证充分的液体润滑，使得滑动表面被润滑油分开而不发生直接接触，则还可以大大减少摩擦损失和表面磨损，甚至消除磨损。
另外，润滑油膜同时还具有一定的吸振能力川，这对提高轴承运转的稳定性和运转精度都是十分有益的。
滑动轴承的种类繁多，按轴承受力方向可分为径向滑动轴承、止推滑动轴承、径向止推滑动轴承按轴承所用的润滑剂来分可分为液体润滑滑动轴承、气体润滑滑动轴承、脂润滑滑动轴承和固体润滑滑动轴承，其中液体润滑滑动轴承又可分为油润滑滑动轴承、水润滑滑动轴承及磁流体润滑滑动轴承按轴承轴瓦材料来分又可分为金属滑动轴承、非金属滑动轴承和多孔质滑动轴承等等。
流体润滑滑动轴承又可分为流体动压润滑滑动轴承、流体静压润滑滑动轴承和流体动静压混合滑动轴承121。
流体动压润滑滑动轴承有着长久的历史，它的应用研究己超过10年，其应用范围也是上述各种滑动轴承中最广泛的。
流体动压润滑，就是依靠被润滑的一对固体摩擦面间的相对运动，使介于固体摩擦面间的流体润滑膜内产生压力，以承受外载荷而免除固体相互接触，从而起到减少摩擦阻力和保护固体摩擦表面的作用。
自从B.Tower在其著名实验中发现了动压现象，继由0.Renyolds分析了动压润滑的机理并导出了描述润滑膜压力分布的微分方程，即著名的雷诺方程，遂奠定了流体动力润滑理论的原始基础。
此外，流体动力润滑理论中还有其它的一些方程，如：
流动的连续性方程、润滑剂的状态方程粘度和密度方程、表面的弹性方程、以及能量方程等。
当然应用最广的还是雷诺方程及其在各种具体条件下的变形形式，以及它们的求解。
由于这些理论的建立使得滑动轴承的研究取得了很多成果，促进了其在实际中的应用。
1.3本课题研究的主要内容及基本工作思路
（一）主要内容
根据所给技术指标对某型汽轮机液体动压径向滑动轴承进行设计计算以及性能分析。
（二）本课题的基本工作思路
1.在液体动压径向滑动轴承的基本原理和雷诺方程的基础上设计滑动轴承。
2.计算内容包括：
几何参数，安全度等方面
3.关键理论和技术：
流体动力的基本方程摩擦定律雷诺方程
第二章
2液体动压径向滑动轴承的总体设计方案
2.1滑动轴承
《机械设计》是一门培养学生机械设计能力的技术基础课。
在机械类各专业的教学计划中，它是主要课程。
机械设计课程在教学内容方面着重基本知识、基本理论和基本方法的掌握，在培养实践能力方面着重设计构思和设计技能的基本训练，使学生对实际工程具有分析、解决问题的能力，在设计中具有创新思维。
滑动轴承章节在整个课程的学习中又占到了很重要的部分。
滑动轴承的承载能力大，回转精度高，表面能形成润滑膜将运动副分开，减少了磨损，滑动摩擦力也可大大降低，并且润滑膜具有抗冲击作用，因此，在工程上获得广泛的应用。
2.1.1滑动轴承的主要类型和结构
按受载荷方向不同，滑动轴承可分为径向滑动轴承和止推滑动轴承。
1径向滑动轴承
径向滑动轴承用于承受径向载荷。
图2—1所示为整体式径向滑动轴承，图2-2所示为剖分式径向滑动轴承。
剖分式径向滑动轴承装拆方便，轴瓦磨损后可方便更换及调整间隙，因而应用广泛。
图2-1整体式滑动轴承
图2-2剖分式滑动轴承
2.止推滑动轴承
止推滑动轴承用来承受轴向载荷。
按轴颈支承面的形式不同，分为实心式、空心式、环形式三种。
当轴旋转时，实心止推轴颈由于端面上不同半径处的线速度不相等，因而使端面中心部的磨损很小，而边缘的磨损却很大，结果造成轴颈端面中心处应力集中。
实际结构中多数采用空心轴颈，可使其端面上压力的分布明显改善，并有利于储存润滑油。
2.2液体动压润滑的基本原理和基本关系
（一）液体动压油膜形成的原理
图2-3动压油膜形成原理图
液体动压油膜形成原理是利用摩擦副表面的相对运动，将液体带进摩擦表面之间，形成压力油膜，将摩擦表面隔开，如图2-3所示。
两个互相倾斜的平板，在它们之间充满具有一定粘度的液体。
当AB以速度V向左移动，而CD保持静止时，液体在此楔形间隙中作层流流动。
当各流层的速度分布规律为直线时，由于进口间隙大于出口间隙，则进口流量必大于出口流量但液体是不可压缩的，因此，在楔形间隙内形成油压，迫使大口的进油速度减小，小口的出油速度增大，从而使流经各截面的液体流量相等。
同时，楔形油膜产生的内压将与外载荷相平衡。
（二）液体动压润滑的基本方程
雷诺方程是液体动压润滑基本方程，是研究流体动力润滑的基础。
它是根据粘性流体动力学基本方程出发，作了一些假设条件后简化而得的。
图2-4液体单元压力分析
如图2-4所示，两平板被润滑油隔开，设板A以速度v、沿x方向滑动，另一平板B静止不动，设平板正方向尺寸为无穷大流体沿z方向无流动，从油层中取出长、宽、高分别为dx、dy、dz的单元体进行力平衡分析。
单元体沿x方向受四个力，两侧向压力：
p，p
上下面剪切应力为：
）
由x方向的力平衡条件，得pdydz
化简得：
=（2-1）
根据牛顿粘性流体定律，代人（2-1）得
=n
积分后得
u=（2-2）
当y=0时，u=v（油层随移动件移动）；y=h（h为单元体处油膜厚度）时，u=0（油层随静止件不动）。
根据上述条件则可以得到积分常数C1，C2。
积分常数：
;代人式（2-2）得
u=（2-3）
由式（2-3）可见，油层的速度u由两部分组成，式中前一项表示速度沿y成线性分布，直接由剪切流引起;第二项表示速度沿y成抛物线分布，是由油压沿x方向变化而引起的。
不计侧漏，润滑沿x方向通过任一截面单位宽度的流量为
设在P=处油膜厚度为（即时，h=），在该截面处的流量为
由于连续流动时流量不变，故得
化简得
（2-4）
式（2-4）为一维雷诺流体动力润滑方程。
对式（2-4）中x取偏导数可得
若再考虑润滑油沿z方向的流动，则
（2-6）
式（2-6）为二维雷诺流体动力润滑方程式——流体动力润滑轴承的基本公式。
（三）油楔承载机理
由式可看出油压变化与润滑油的粘度、表面摩擦速度和油膜厚度的变化有关，利用该式可求出油膜中各点的压力p，全部油膜压力之和即为油膜的承载能力。
油膜必须呈收敛楔形，才能使油楔内各处油压都大于入口和出口处的压力，产生正压力以支承外载。
所以形成液体动力润滑（即形成动压油膜）的必要条件是：
1.相对运动两表面必须形成一个收敛楔形；
2.被油膜分开的两表面必须有一定的相对滑动速度，其运动方向必须使润滑油从大口流进，小口流出；
3.润滑油必须有一定粘度，且供油充分。
2.3液体动压径向滑动轴承基本原理
（一）径向滑动轴承液体动压润滑的建立过程
径向滑动轴承的轴颈与轴孔间必须留有间隙，当轴颈静止时，轴颈处于轴承孔的最低位置，并与轴瓦接触。
此时，两表面间自然形成收敛的楔形空间。
当轴颈开始转动时，速度极低，带入轴承间隙中的油量较少，这时轴瓦对轴颈摩擦力的方向与轴颈表面圆周速度方向相反，迫使轴颈在摩擦力作用下沿孔壁向右爬升（图b）。
随着转速的增大，轴颈表面的圆周速度增大，带入楔形空间的油量也逐渐加多。
这时，右侧楔形油膜产生了一定的动压力，将轴颈向左浮起。
当轴颈达到稳定运转时，轴颈便稳定在一定的偏心位置上（图c）。
这时，轴承处于流体动力润滑状态，油膜产生的动压力与外载荷F相平衡。
此时，由于轴承内的摩擦阻力仅为液体的内阻力，故摩擦系数达到最小值。
图2-5液体动压径向滑动轴承油膜形成过程
液体动压径向滑动轴承油膜形成过程经历起动、不稳定运转、稳定运转三个阶段。
起始时n=0，轴颈与轴承孔在最下方位置接触
1、起动时，由于速度低，轴颈与孔壁金属直接接触，在摩擦力作用下，轴颈沿孔内壁向右上方爬开.
2、不稳定运转阶段，随转速上升，进入油楔腔内油逐渐增多，形成压力油膜，把轴颈浮起推向左下方。
（由图b→图c）
3、稳定运转阶段（图d）：
油压与外载F平衡时，轴颈部稳定在某一位置上运转。
转速越高，轴颈中心稳定位置愈靠近轴孔中心。
（但当两心重合时，油楔消失，失去承载能力）
（二）径向滑动轴承的几何关系和承载能力
径向滑动轴承的几何关系，如图2-6所示。
基本参数：
o-轴颈中心，-轴承中心，起始位置F与o重合，轴颈直径d，轴承孔直径D
根据以上基本参数可以直接计算出：
直径间隙：
半径间隙：
相对间隙：
偏心距：
偏心率：
以为极轴，对应油膜厚度h，为处油膜厚度，为压力油膜起始角和终止角，其大小与轴承包角有关。
在中，根据余玄定理可得
略去高阶微量，再引入半径间隙，并两端开方得
整理得任意位置时油膜厚度为
压力最大处的油膜厚度
当时，油膜最小厚度为
把上式在的区间内积分，就得出在轴承单位宽度上的油膜承载力，即
为了求出油膜的承载能力，理论上只需将乘以轴承宽度B即可。
但在实际轴承中，由于油可能从轴承的两个端面流出，故必须考虑端泄的影响。
这时，压力沿轴承宽度的变化成抛物线分布，而且其油膜压力也比无限宽轴承的压力低（图2－7），所以乘以系数进行修正，的值取决与宽度比B/d和偏心率的大小。
这样，在角和距轴承中线为z处的油膜压力的数学表达式为
图2-7不同宽径比时沿轴承周向和轴向的压力分布
因此，对有限宽轴承，油膜的总承载能力为
F=
通过上式可得
承载量系数
于是可得
式中Cp为一个无量纲的量，称为承载量系数，η为润滑油在轴承平均工作温度下的动力粘度，Pa·s；B为轴承宽度，m；F为外载荷，N；V为轴颈圆周速度，m/s。
Cp的积分非常困难，因而采用数值积分的方法进行计算，并作成相应的线图或表格供设计应用。
在给定边界条件时，Cp是轴颈在轴承中位置的函数，其值取决于轴承的包角α（入油口和出油口所包轴颈的夹角），相对偏心率和宽径比B/d。
当轴承的包角α（α=120°，180°或360°）给定时，经过一系列的换算，Cp可表示为：
若轴承是在非承载区内进行无压力供油,且设液体动压力是在轴颈与轴承衬的180度的弧内产生时，则不同和B/d 的承载量系数Cp值见表2-1。
表2-1有限宽度轴承的承载量系数
Cp是轴颈在轴承中位置的函数
Cp取决于轴承包角α，编心率和宽径比L/d
（三）径向滑动轴承的参数选择
影响滑动轴承油膜压力的因素很多，根据液体动压润滑理论，影响压力分布的参数主要有轴承宽径比、相对间隙、油槽开设形式、径向载荷、润滑油主轴转速等。
1.宽径比
一般轴承的宽径比B/d在0.3~1.5范围内。
宽径比小，有利于提高运转稳定性，增大端泄漏量以降低温升。
但轴承宽度减小，轴承承载力也随之降低。
高速重载轴承温升高，由于温升高，宽径比宜取小值，使△t减小； 低速重载轴承，需要对轴有较大支承刚性，宽径比宜取大值；高速轻载轴承，转速小高，温升大，如对轴承刚性无过高要求，可取小值；需要对轴有较大支承刚性的机床轴承，宜取较大值。
一般机器常用的B/d 值为：
汽轮机B/d=0.3~1；电动机、发电机、离心泵，齿轮变速器B/d=6.0~1.5；机床、拖拉机B/d=0.8~1.2；轧钢机B/d=0.6~0.9。
2．相对间隙ψ
相对间隙主要根据载荷和速度选取。
速度愈高，ψ值应愈大，楔形空间增加，带入油量增加，易于形成动力润滑； 载荷愈大，ψ值应愈小，使减小，提高承载力。
minh此外，直径大、宽径比小，调心性能好，加工精度高时，ψ值取小值，反之取大值。
一般轴承，按转速取ψ值的经验公式为：
ψ
式中n为轴颈转速r/min。
一般机器中常用的ψ值为：
汽轮机、电动机、齿轮减速器ψ＝0.001~0.002；轧钢机、铁路车辆ψ＝0.0002~0.0015；机床、内燃机ψ＝0.0002~0.00125；鼓风机、离心泵ψ＝0.001~0.003。
3.轴承的转速
转速是影响滑动轴承油膜压力分布的参数之一。
4．粘度η
这是轴承设计中的一个重要参数。
它对轴承的承载能力、功耗和轴承温升都有不可忽视的影响。
由于粘度和平均温度密切相关，轴承工作时，油膜各处温度是不同的，通常认为轴承温度等于油膜的平均温度。
平均温度的计算是否准确，将直接影响到润滑油粘度的大小。
平均温度过低，则油的粘度较大，算出的承载能力偏高；反之，则承载能力偏低。
设计时，可先假定轴承平均温度，（一般取tm=50~75℃）初选粘度，进行初步设计计算。
最后再通过热平衡计算来验算轴承入口油温ti是否在35~40℃之间，否则应重新选择粘度再作计算。
对于一般轴承，也可按轴颈转速n（r/min）先初估油的动力粘度，即
由式（4－7）计算相应的运动粘度,选定平均油温tm,参照表4－1选定全损耗系统用油的牌号。
然后查图4－9，重新确定tm时的运动粘度νtm及动力粘度ηtm。
最后再验算入口油温。
（四）径向滑动轴承的供油结构
在液体动压径向滑动轴承中，充足的供油量是产生动压油膜的必要条件。
向轴瓦内供油最常用的结构要素是油孔和油槽。
油槽主要有两种形式，轴向油槽和周向油槽。
油孔和轴向油槽可以设计一个或两个。
轴向油槽为与直线平行的直线形油槽，其深度比轴承半径间隙大很多，它能够使润滑油较均匀地分布在整个轴瓦宽度上，适用于载荷方向不变或变化不大，轴瓦比较宽的场合；周向油槽为环形槽，它能够使润滑油迅速分布到轴瓦的整个圆周，适用于载荷方向变化超过180度，甚至载荷旋转的场合。
当轴瓦较窄，可以不开设油槽，只设置供油孔。
油槽的开设形式主要有以下几种：
1.单轴向油槽
单轴向油槽的位置最好在最大油膜厚度处，但是，因为偏为角载荷、转和
转向变化，所以只有在稳定工况下最大油膜厚度的位置方向稳定。
为此常把单轴向油槽设在载荷方向的反方向，该位置与最大油膜位置比较接近，没有很不利的影响。
这样的单轴向油槽供油的轴承，轴颈只能按指定方向选择，如图2-8所示。
图2-8单轴向油槽
2.双轴向油槽
双轴向油槽或油孔一般设在垂直于载荷方向的直径上，这种轴承只能允许轴颈正反转。
通常轴向油槽应较轴承宽度稍短，以便在轴瓦两端流出封油面，防止润滑油从端部大量流失，如图2-9所示。
图2-9双轴向油槽
3.周向油槽
周向油槽一般设在沿宽度方向轴瓦中央的圆周上，有全周油槽和半周槽。
周向油槽适用于载荷方向变化范围超过180度的场合，它常设在轴承宽度中部，把轴承分为两个独立的部分；当宽度相同时，设在周向油槽轴承的承载能力低于设在轴向油槽的轴承，如图2-10所示。
图2-10周向油槽对轴承载荷能力的影响
第三章
3液体动压径向滑动轴承的实例计算
已知轴承载荷径向载荷为80000N，电机额定转速1000r/min,轴瓦处轴径180mm，进油温度45度，润滑油为HU-22，直接润滑。
3.1主要技术指标
径向载荷：
F=80000N轴径=180mm
转速：
n=1000r/min
3.2选择轴承材料和结构
1.选择轴承宽径比 根据汽轮机轴承常用的宽径比范围，取宽径比为1。
2 计算轴承宽度
B=（B/d）×d=1×0.18m=0.18m
3.计算轴颈圆周速度
4.计算轴承压力P和Pv值
=
Pv=2.47x9.42MPa.m/s=23.27Pa.m/s
3.3润滑剂和润滑方法的选择
1.选定润滑油牌号 参照表选定机械油HU22
2.初步估算润滑油动力粘度
=
3.选定平均油温，现选平均油温
4.选定润滑油牌号 参照表选定HU22
/s
5.采用直接润滑方式
3.4.性能计算
（一）承载能力计算
1.相对间隙
ψ=
取ψ=0.00125
2.计算轴转速
3.承载系数
4偏心率选择查表机械设计手册得
（二）层流校核
1.半径间隙
m
2.计算临界雷诺数
=1168
3.轴承雷诺数
由296.71168.故满足层流条件
4.选取流量系数，查机械设计手册=0.076
5.轴承润滑油体积流量
Qv=
（三）功耗计算
1选取摩擦系数特性：
查机械设计手册，得
2计算摩擦系数
=2.3x0.00125=0.0028
3计算摩擦功耗
（四）热平衡计算
1.热温升计算
计算得
2.进油温度由已知得=45
3.出油温度
由上所知，均符合要求。
（五）安全度计算
1.最小油膜厚度
2.轴颈表面粗糙度：
=1.6
3.轴瓦表面粗糙度：
=3.2
4.安全度计算：
得S=7.5
S是考虑到表面几何形状不标准和零件变形而保留的安全度，一般取S2
所以：
S=7.52，保证动力润滑。
第四章
4.三维建模
4.1三维建模依据
根据轴承轴瓦基本要求，计算得出相关尺寸。
确定轴瓦轴径大小，轴瓦厚度，轴承座基本尺寸。
依据尺寸利用Proe进行三维绘图。
4.2三维建模的基本图形
从零件图看出本图包括轴瓦图，轴承座图，以及螺栓这些基本零件。
装配好这些基本零件，保持文件，确定装配图为三维建模的基本图形。
4.3三维建模的步骤
1.保存为滑动轴承的三维实体模型图
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